哈工大_机械设计大作业_螺旋千斤顶(1)

目 录

一、设计题目-----------------------------------------------------------------------------------------------------2 二、螺母、螺杆选材-------------------------------------------------------------------------------------------2 三、螺杆、螺母设计计算

3.1 耐磨性计算-----------------------------------------------------------------------------------------------2 3.2 螺杆强度校核--------------------------------------------------------------------------------------------3 3.3 螺纹牙强度校核-----------------------------------------------------------------------------------------3 3.4 螺纹副自锁条件校核----------------------------------------------------------------------------------4 3.5 螺杆稳定性校核-----------------------------------------------------------------------------------------4 四、螺母外径及凸缘设计------------------------------------------------------------------------------------5 五、手柄设计----------------------------------------------------------------------------------------------------5 六、底座设计----------------------------------------------------------------------------------------------------6 七、其余各部分尺寸及参数---------------------------------------------------------------------------------7 八、参考资料-----------------------------------------------------------------------------------------------------8

一、 设计题目

螺旋起重器（千斤顶）

已知条件：起重量FQ=40KN，最大起重高度H=200mm。

二、 螺杆、螺母选材

本千斤顶设计采用梯形螺纹螺旋传动。由于螺杆承受载荷较大，而且是小截面，故选用45#钢，调质处理。查参考文献[2]得σs=355MPa,查机械设计表5.9

s

得[],取[σ]=110MPa; σb=600MPa。

3~5

由于千斤顶属于低速重载的情况，且螺母与螺杆之间存在滑动磨损，故螺母采用强度高、耐磨、摩擦系数小的铸铝青铜ZCuAl10Fe3，查表5.9得螺母材料的许用切应力[]30~40MPa,取[]=35MPa；许用弯曲应力[σb]=40~60MPa, 取[σb]=50MPa。

托盘和底座均采用铸铁材料。

三、 螺杆、螺母设计计算

3.1 耐磨性计算

由耐磨性条件公式：

Ps

FFp[p] Ad2hH

对于梯形螺纹，有h=0.5p,那么耐磨性条件转化为：

d2式中 d2——螺纹中径，mm;

F——螺旋的轴向载荷，N； H——螺母旋合高度，mm;

 ——引入系数，=H/d2;

[p]——材料的许用压强，MPa;

查机械设计表5.8，得[p]=18~25MPa，取[p]=20MPa，对于整体式螺母，

1.2~2.5，取=2.0，那么有d20.8

40KN

查参考文献[4]25.3mm。

2.0*20MPa

表H.5,试取公称直径d=32mm,螺距p=6mm,中径d2=29mm,小径d1=25mm,内螺纹大径D4=33mm。那么螺母高度Hd22.0*2958mm，螺纹圈数

z

H589.7，α=2β=30°。 p6

3.2 螺杆强度校核

千斤顶螺杆危险截面受轴向力F和扭转力矩T1的作用，这里的扭转力矩是螺纹副的摩擦转矩T1。根据第四强度理论，螺杆危险截面的强度条件为

(

4F

d1

)23(2

16T1

d13

)[]

对于梯形螺纹该式可化为

d1

式中 d1——螺杆螺纹的小径(mm)；

[]——螺杆材料的许用应力(MPa); F—— 螺杆所受的轴向载荷(N)；

d2

。 2

') T1——螺杆所受转矩(N·mm),T1Ftan(

4*1.25*40KN

24.06mm

*110MPa

代入数据，d1

而选择d1=25mm,满足螺杆强度要求。 3.3 螺纹牙强度校核

因为螺母材料强度低于螺杆 ，所以螺纹牙的剪切和弯曲破坏大多发生在螺母上，故可只校核螺母螺纹牙强度。螺母螺纹牙根部剪切强度条件为：



F

[] zD4b

式中 F——轴向载荷(N)；

D4——螺母螺纹大径(mm); Z——螺纹旋合圈数；

b——螺纹牙根部厚度(mm)，对于梯形螺纹b=0.65p。

代入数据计算

40000

10.64MPa[]

9.3**33*0.65*6

即螺母满足剪切强度要求。

螺母螺纹牙根部的弯曲强度条件为：



b

3Fl

[b] 2

zD4b

式中 l——弯曲力臂，l

D4d23329

2mm； 22

其它参数同上。 代入数据计算 b

3*40000*2

16.73MPa[b]

9.3**33*(0.65*6)2

即螺母螺纹牙满足弯曲强度要求。 3.4 螺纹副自锁条件校核

由螺纹副自锁条件：

f'n ','arcta

式中 ——螺纹螺旋升角（°），np

d2

'——当量摩擦角(°);

n——螺纹线数，n=1;

p——螺纹导程(mm);

d2——螺纹中径(mm);

f'——当量摩擦系数,查机械设计表5.10，得f'=0.08~0.10,取

f'=0.09;

代入数据 arctan

1*6

3.77 *29

'arctan0.095.14

因为≤'，所以满足螺纹副自锁条件要求。 3.5 螺杆的稳定性校核

千斤顶的最大上升高度H=200mm.则螺杆的最大工作长度

L200

H螺母2

h1l退刀槽

式中 H螺母——螺母高度(mm)，H螺母=58mm;

h1符号参见参考文献[1]图3.1；

l退刀槽——螺杆与手柄座相接处额尺寸，查手册知，l退刀槽=10.5mm。

假设手柄直径为d1=26mm,由尺寸经验公式h1=(1.8~2)d1=46.8~54mm取

h1=50mm,则

L=200+29+50+10.5=289.5mm

则螺杆的柔度 

L

i



4L

d1

式中 ——长度系数，对本千斤顶，看做一端固定、一端自有，则可取

=2；

d1——螺纹小径，d1=25mm。 i——螺杆危险截面的惯性半径(mm),i

截面的面积(mm2)。

代入数据计算

4*2*289.5

92.6490

25

对于45#调制钢，此时螺杆稳定的临界载荷Fc为：

dI

1,其中A为危险A4



2EI

Fc

(L)2

式中 E——螺杆材料的弹性模量，对于钢 E=2.07×105MPa； I——螺杆危险截面的轴惯性矩(mm),I代入数据计算 Fc

4

d14

64

；

2*2.07105

(2*289.5)24*254148782.9N

64

那么，由压杆稳定条件

Fc148782.93.722.5 F40000

故螺杆满足稳定性要求。

四、 螺母外径及凸缘设计

根据经验公式，螺母外径D2≈1.5d=1.5×32=48mm;

螺母凸缘外径D3≈1.4D2=1.4×48=67.2mm;

螺母凸缘厚b=(0.2~0.3)H=(0.2~0.3)×58=11.6~17.4mm，取

b=15mm。

五、 手柄设计

加在手柄上的力需要克服螺纹副之间的摩擦阻力矩T1和托杯支撑面间的摩擦力矩T2。设加在手柄上的力F1=300N，手柄长度为L1，则有F1 L1 = T1 + T2。对

于T1和T2，有

T1Ftan(')

d229

40000*tan(3.775.14)*90929.3N·mm 22

fF[D(2~4)]3(D12)3

T2

3[D(2~4)]2(D12)2

公式中的符号见参考书[1]图3.2和图3.3。

根据经验公式，D(1.6~1.8)d(1.6~1.8)3251.2~57.6mm,取D=55mm; D1(0.6~0.8)d(0.6~0.8)3219.2~26.6mm，取D1=25mm。

托杯材料选择铸铁，手柄选择Q235，摩擦因数f=0.12,则

0.12*40000533273fF[D(2~4)]3(D12)3

*299380Nmm ≈T2222

353273[D(2~4)](D12)

那么手柄长度L1500mm。

T1T290929.399380

634.4mm，取L1=200mm,加套筒长F1300

设手柄所受最大弯曲应力为σ，查参考文献[2]表10.1,s225MPa，查参考文献[3],得b

s

1.5~2

，则b=112.5~150MPa,取b=125MPa。

则手柄直径d1应满足 

T1T232(T1T2)

b，转化为： 3

Wzd1

d132(T1T2)

b32*(90929.399380)

24.9mm

*125

取手柄直径d1=26mm。

六、 底座设计

螺杆下落至底面，再留20~30mm的空间，底座铸造起模斜度1:10，壁厚10mm。由经验公式，S=(1.5~2)=12~16mm,取S=16mm。各符号见参考书[1]图3.2和图3.3。

D5由结构设计确定，D5=128mm。 D4=1.4D5=1.4*128=179.2mm。

结构确定后校核下底面的挤压应力：

F40000

p3.24MPa

22

(D4D5)(179.221282)44

有结果可知，千斤顶在最大载荷下，可以在木材上使用。底面材料选择铸铁HT100，查表得铸铁件壁厚为

10~20mm

时，b100MPa，

[p](0.4~0.5)b(0.4~0.5)*100(40~50)MPa。 显然，p[p]，下表面强度满足设计要求。

上表面校核：b1

FF4*40000

23.03MPa，查参A22*(67.22482)

(D3D2)4

考文献[4]表B.4，得[σb]=195MPa, b1

故上表面满足强度要求。 七、

其余各部分尺寸及参数（符号见参考书[1]图3.2和图3.3）

DT(2.0~2.5)d(2.0~2.5)*3264~80mm，取DT=76mm；

D(1.6~1.8)d(1.6~1.8)*3251.2~57.6mm，取D=55mm；

D1(0.6~0.8)d(0.6~0.8)*3219.2~25.6mm，取D1=24mm;

h(0.8~1)D(0.8~1)*5544~55mm，取h=55mm；

h1(1.8~2)d1(1.8~2)*2646.8~52mm，取h1=50mm； h2(0.6~0.8)D1(0.6~0.8)*2414.4~19.2mm，取h2=18mm；

d3(0.25~0.3)D1(0.25~0.3)*246~7.2mm，取d3=6mm；

a6~8mm，取a=6mm； t6~8mm，取t=6mm。

固定托盘用的挡圈内径8mm，外径26mm，厚5mm；螺钉GB/T5783-2000A M8×10。

螺杆底部挡圈内径8mm，外径34mm，厚5mm；螺钉 GB/T5783-2000A M8×16。

紧定螺钉 GB/T71-1985 M8×20。 其余铸造圆角，取R=2mm。

底座高度为284mm，装配后千斤顶的升降范围为414~614mm。 螺旋起重器（千斤顶）装配图见A3图纸。

八、参考资料

[1]张丰，宋宝玉. 机械设计大作业指导书.北京：高等教育出版社，2009.10 [2]宋宝玉.机械设计课程设计指导书.北京：高等教育出版社，2006

[3]王黎钦，陈铁鸣.机械设计.5版.哈尔滨：哈尔滨工业大学出版社，2010.1 [4]于慧力，张春宜.机械设计课程设计.北京：科学出版社，2007 [5]刘莹，吴宗泽.机械设计教程.2版.北京：机械工业出版社，2007.9 [6]金铃，刘玉光，李立群.画法几何及机械制图.哈尔滨：黑龙江人民出版社，2003.7